JP5136366B2 - 内燃機関の可変圧縮比機構の制御装置 - Google Patents

Description

本発明は、コントロールシャフトの回転位置に応じてピストン行程を変化させる内燃機関の可変圧縮比機構の制御に関する。

内燃機関のピストン行程を変化させることによって機関圧縮比を可変とする可変圧縮比機構が特許文献１などに記載されている。この機構では、シリンダ内を往復動するピストンとクランクシャフトのクランクピンとを連係する複数のリンクからなるリンク列と、モータ等の駆動部により回転位置が変更・保持されるコントロールシャフトの偏心軸部と、をコントロールリンクにより連係し、コントロールシャフトの回転位置に応じてコントロールリンクによるロアリンクの運動拘束条件が変化することでピストン行程が変化するようになっている。駆動部からコントロールシャフトへの動力伝達経路には、筒内圧等に起因する荷重がリンク列を介して駆動部へ逆入力することを遮断するためのクラッチが介装されている。また、クラッチからコントロールシャフトへの動力伝達経路に減速機構が介装されている。上記のクラッチは、機関圧縮比に対応するコントロールシャフトの回転位置を機械的に保持する保持器として機能している。
特開２００７−２３９５２０号公報

上記の保持器は、滑りを伴わない方式の場合、コントロールシャフトの回転位置を機械的に厳密に固定する。従って圧縮比一定での定常運転状態では、コントロールシャフトは回転せず、一定角度で機関側から筒内圧等の負荷を受け続ける。ここで、コントロールシャフトの主軸をシリンダブロック等の機関本体側に回転可能に支持する軸受部分では、コントロールシャフトの回転を機械的に固定していても、コントロールシャフト自身を含む周辺の構造物が僅かな弾性変形により軸受部分の表面において僅かに回転方向に動いてしまう微動状態が避けらない。このように軸受部分での微動が発生すると、この微動がフレッチング（表面傷）の発生を誘起し、コントロールシャフトのフレッチング磨耗を促進してしまう、という問題が生じる。このフレッチング磨耗は、一般的に時間と共に磨耗量が累積されていくため、耐久性を考慮した場合、避けなければならない不具合現象である。また、コントロールシャフトを同一位置に固定していると、荷重作用位置が同一箇所に集中し、局部的な摩耗を招き易い。

本発明は、このような課題に鑑みてなされたものであり、このようなコントロールシャフトの微動によるフレッチング磨耗の発生・促進を低減・回避することを目的としている。

本発明は、シリンダ内を往復動するピストンとクランクシャフトのクランクピンとを連係する複数のリンクからなるリンク列と、駆動部により回転位置が変更・保持されるコントロールシャフトと、このコントロールシャフトと上記リンク列とを連係するコントロールリンクと、を有し、上記コントロールシャフトの回転位置に応じてピストン行程が変化する内燃機関の可変圧縮比機構の制御に関する。そして、機関運転状態に応じて目標圧縮比を設定し、かつ、上記目標圧縮比を含む所定の許容偏差領域内で、上記コントロールシャフトを回転方向に揺動させる揺動制御を行う。
そして、第１の発明は、上記目標圧縮比が最低圧縮比付近に維持される定常運転状態のときに、上記揺動制御が実行されることを特徴としている。
第２の発明は、機関運転状態に応じて上記許容偏差領域の幅を調整し、かつ、上記目標圧縮比が低いほど許容偏差領域の幅を大きくすることを特徴としている。
第３の発明は、上記コントロールシャフトの回転位置を検出する制御軸センサを有し、上記制御軸センサのセンサ出力の基準位置学習制御の実行中には、上記許容偏差領域の偏差量をゼロとすることを特徴としている。

本発明によれば、目標圧縮比を含む所定の許容偏差領域内で、上記コントロールシャフトを回転方向に揺動させる揺動制御を行うことによって、コントロールシャフトの軸受部分への潤滑油の介入が促進され、潤滑性能が向上することにより、コントロールシャフトの微動によるフレッチング磨耗の発生・促進を効果的に低減・回避することができる。また、コントロールシャフトを同一位置に機械的に固定する場合に比して、荷重作用位置が同一箇所に集中することがなく、局部的に摩耗が進行することを抑制することができる。

以下、本発明の好ましい実施の形態を図面を参照して説明する。図１は、本発明の一実施例に係る内燃機関の可変圧縮比機構を示しており、直列エンジンの気筒中心を通るクランクシャフト軸直角方向の断面図に相当する。

シリンダブロック１１には、各気筒毎に円筒状のシリンダ１２が形成されると共に、各シリンダ１２の周囲にウォータージャケット１３が形成されている。各シリンダ１２内にはピストン１４が昇降可能に配設されており、各ピストン１４のピストンピン１５と、クランクシャフト１６のクランクピン１７とは、複数のリンクからなるリンク列、具体的にはアッパリンク２２とロアリンク２１とにより機械的に連係されている。尚、符号１８はクランクシャフト１６のカウンターウエイトである。具体的には、可変圧縮比機構は、クランクピン１７に相対回転可能に取り付けられるロアリンク２１と、このロアリンク２１とピストンピン１５とを連結するアッパリンク２２と、クランクシャフト１６と平行に気筒列方向へ延びるコントロールシャフト２３と、このコントロールシャフト２３に偏心して設けられた外周円形の偏心軸部２４と、この偏心軸部２４とロアリンク２１とを連結するコントロールリンク２５と、コントロールシャフト２３を所定の制御範囲内で回転駆動する駆動部としての電動モータ（以下、『駆動部』とも呼ぶ）３３を含むアクチュエータユニット３０と、を備えている。

ロッド状をなすアッパリンク２２の上端部はピストン１４のピストンピン１５に相対回転可能に取付けられており、下端部は第１連結ピン２６を介してロアリンク２１に相対回転可能に連結されている。コントロールリンク２５の一端はロアリンク２１に第２連結ピン２７を介して相対回転可能に連結されており、コントロールリンク２５の他端は偏心軸部２４の円筒面をなす外周に相対回転可能に取り付けられている。コントロールシャフト２３は、図２にも示すように、シリンダブロック１１の下部に回転可能に支持される複数の主軸２９を有している。主軸２９の回転中心Ｑに対して偏心軸部２４の回転中心Ｐは所定量偏心している。

機関運転状態に応じてアクチュエータユニット３０によりコントロールシャフト２３を回動することにより、偏心軸部２４に外嵌するコントロールリンク２５の揺動支点の位置が変化し、ロアリンク２１及びアッパリンク２２の姿勢が変化して、ピストン１４の上方に画成される燃焼室の圧縮比が可変制御される。このような可変圧縮比機構は、機関圧縮比を連続的に変更可能なことに加えて、ピストンとクランクピンとを一本のコンロッドで連結した単リンク機構に比してピストンストローク特性そのものを好ましい特性（例えば、単振動に近い特性）に設定できる。また、ロアリンク２１にコントロールリンク２５を連結しているために、コントロールリンク２５やコントロールシャフト２３及びアクチュエータユニット３０を比較的スペースに余裕のあるクランクシャフト１６の下側の領域に配置することができ、上記の特開２００５−３０２３４号公報に記載されているようなものに比して、機関搭載性に優れている。

図３は、アクチュエータユニット３０を単体で示す断面図である。このアクチュエータユニット３０は、シリンダブロック１１の下側に固定され、ボルト４２Ａやピン４２等により互いに固定される複数の部品４０Ａ〜４０Ｃからなるケーシング４０を主体としている。このケーシング４０には、上記のモータ３３が取り付けられるとともに、コントロールシャフト２３に係合するアクチュエータシャフト３２が軸方向に往復動・摺動可能に支持されており、後述するように、このアクチュエータシャフト３２を介してモータ３３の駆動トルクがコントロールシャフト２３へ伝達されるようになっている。なお、図示していないが、シリンダブロック１１及びケーシング４０の下方には潤滑油を貯留するオイルパンが取付けられており、このオイルパンの上方に潤滑部品としてのクランクシャフト１６等が配設されるクランク室１９が形成されている。そして、ケーシング４０はシリンダブロック１１の側壁とともにクランク室１９を液密に画成するクランク室１９の外壁として機能しており、このケーシング４０によって、アクチュエータシャフト３２が、その先端をクランク室１９内に臨ませた姿勢で摺動可能に保持されているとともに、モータ３３がシリンダブロック１１の外側に保持されている。

そして、アクチュエータユニット３０には、モータ３３からコントロールシャフト２３への動力伝達経路に、コントロールシャフト２３側から駆動部３３側への逆入力を遮断するクラッチ（以下、『保持器』とも呼ぶ）４３が介装されている。このクラッチ４３は、機関圧縮比に対応するコントロールシャフト２３の回転位置を機械的に保持する保持器として機能する。そして、モータ３３からクラッチ４３への動力伝達経路に、第１減速機構４４が介装されているとともに、クラッチ４３からコントロールシャフト２３への動力伝達経路に、第２減速機構４５及び最終減速機構４６が介装されている。

第１減速機構４４は、モータ３３の出力軸（ピニオン軸）３３Ａに固定される第１入力側ギヤ４４Ａとクラッチ４３の入力軸２に固定され、上記の第１入力側ギヤ４４Ａと噛み合う第１出力側ギヤ４４Ｂと、により構成される減速ギヤ列である。第２減速機構４５は、クラッチ４３の出力軸３に固定される第２入力側ギヤ４５Ａと、最終歯車３６の外周に設けられ、第２入力側ギヤ４５Ａと噛み合う第２出力側ギヤ４５Ｂと、により構成される減速ギヤ列である。これのギヤは、圧入や平行キー等を用いて固定される。

最終減速機構４６は、最終歯車３６の回転運動をアクチュエータシャフト３２の往復運動に変換する送りねじ機構４７と、アクチュエータシャフト３２の往復運動をコントロールシャフト２３の回転運動に変換するスライダクランク機構４８と、を有している。図２にも示すように、送りねじ機構４７は、アクチュエータシャフト３２のモータ側の端部に形成される雄ねじ３５と、最終歯車３６の内周面に形成され、上記の雄ねじ３５に噛み合う雌ねじ３７と、を有し、最終歯車３６の回転運動をアクチュエータシャフト３２の往復運動に変換して伝達する。スライダクランク機構４８は、ピン３９を介してアクチュエータシャフト３２の往復動をコントロールシャフト２３の回転運動に変換して伝達する。上記のピン３９には、円筒形状をなすアクチュエータシャフト３２の一端（先端）に回転可能に嵌合する大径部３９Ａの両側に小径部３９Ｂが設けられている。この小径部３９Ｂが、コントロールシャフト２３の一端に設けられる一対の制御プレート４１Ａに形成された径方向に延びるスリット４１に摺動可能に嵌合している。従って、アクチュエータシャフト３２が往復動すると、ピン３９のスリット４１内での摺動動作を伴いながら、制御プレート４１Ａを介してコントロールシャフト２３が所定の方向に回転する。

クラッチ４３は、特開２００３−３４３６０１号公報にも開示されているように公知であり、簡単に説明すると、ケーシング４０Ｂに固定される静止側部材としての固定外輪１に対し、モータ側の入力軸２とコントロールシャフト２３側の出力軸３とを、転がり軸受４Ａ〜４Ｄを介して正逆回転自在に支承した構造となっている。入力軸２とモータ３３の出力軸３３Ａとは上記の第１減速機構４４を介して接続されており、出力軸３と最終歯車３６とは上記の第２減速機構４５を介して接続されている。固定外輪１は、ケーシング４０に圧入ないしは平行キー等を用いて安定的に固定される。

図４及び図５にも示すように、入力軸２には、軸中心から径方向外側へずれた位置に軸方向に沿う貫通孔６が穿設され、出力軸３には、入力軸２と対向する端面に径方向に沿う凹溝７が形成されている。入力軸２の貫通孔６にピン８を挿入し、そのピン８の先端を出力軸３と対向する端面から突出させて、出力軸３の端面に形成された凹溝７に嵌入させることにより、入力軸２からの回転トルクを出力軸３に伝達可能としている。入力軸２の出力軸側端部には径方向外側へ拡径したフランジ部２ａが一体的に形成され、そのフランジ部２ａの外周から軸方向の出力軸側へ連続して延びる保持器としての複数の柱部２ｂが円周方向等間隔に形成されている。この円周方向に隣接する柱部２ｂ間の空間は、軸方向の一方に向かって開口した形態のポケット９を構成し、各ポケット９に一対のローラ１０ａ，１０ｂがそれぞれ配される。出力軸３の入力軸側外周には、前述した入力軸２の柱部２ｂ間に位置するポケット９と対応させて複数対のカム面（楔面）９ａ，９ｂが円周方向等間隔に形成されている。この出力軸３のカム面９ａ，９ｂと固定外輪１の内周面との間に、複数対のローラ１０ａ，１０ｂがそれぞれ配され、入力軸２の柱部２ｂ間に形成されたポケット９に収容される。一対のローラ１０ａ，１０ｂ間にはばね等の弾性部材５が介挿され、その弾性部材５が一対のローラ１０ａ，１０ｂを互いに離れる方向に弾性的に押圧する。各弾性部材５は、入力軸２、出力軸３および固定外輪１とは独立して一対のローラ１０ａ，１０ｂ間に挿入配置されている。

この逆入力遮断クラッチ４３では、図６（Ａ）に拡大して示す中立状態で、出力軸３に時計方向の逆入力トルクが入力されると、弾性部材５の弾性力により反時計方向（回転方向後方）のローラ１０ａがその方向の楔隙間と係合して、出力軸３が固定外輪１に対して時計方向にロックされる。逆に、出力軸３に反時計方向の逆入力トルクが入力されると、弾性部材５の弾性力により時計方向（回転方向後方）のローラ１０ｂがその方向の楔隙間と係合して、出力軸３が固定外輪１に対して反時計方向にロックされる。従って、出力軸３からの逆入力トルクは、一対のローラ１０ａ，１０ｂによって正逆両回転方向にロックされる。

一方、入力軸２に回転トルクが入力されて例えば時計方向に回動すると、図６（Ｂ）に拡大して示すように、まず、入力軸２の反時計方向（回転方向後方）の柱部２ｂがその方向（回転方向後方）のローラ１０ａと係合して、これを弾性部材５の弾性力に抗して時計方向（回転方向前方）に押圧する。これにより、反時計方向（回転方向後方）のローラ１０ａがその方向の楔隙間から離脱して、出力軸３のロック状態が解除されてその出力軸３が時計方向に回動可能となる。入力軸２がさらに時計方向へ回動すると、図６（Ｃ）に示すように、入力軸２のピン８が出力軸３の凹溝７の壁面に当接することにより、入力軸２からの時計方向の回転トルクがピン８と凹溝７との係合部分を介して出力軸３に伝達され、出力軸３が時計方向に回動する。この時、時計方向（回転方向前方）のローラ１０ｂは、その方向の楔隙間と係合せず、出力軸３のカム面と固定外輪１の内周面に接触した状態で空転する。入力軸２に反時計方向の回転トルクが入力された場合は、前述とは逆の動作で出力軸３が反時計方向に回動する。従って、入力軸２からの正逆両回転方向の回転トルクは、ピン８と凹溝７との係合部分を介して出力軸３に伝達され、出力軸３が正逆両回転方向に回動する。

ここで、ロック解除の際には、前述のようにローラを楔隙間より離脱させる必要があるが、この動作の際、出力軸が過度に滑らかに回転可能であると、ローラが楔隙間より離脱することなく出力軸と共回りしてしまい、ロック解除に至らないおそれがある。このため、ロック解除動作を円滑に行うために、出力軸３に対して所定量の回転方向の抵抗（摩擦力など）を付加する。図７の例では、オイルシール４９を出力軸３側に配設し、回転方向の抵抗を付加する構成としている。このオイルシール４９は、基本的には出力軸３に固定される第２減速機構４５の第２入力側ギヤ４５Ａの外周とケーシング４０との間に介装され、この部分をシールするものであって、このオイルシール４９を利用した簡素な構成で上記の回転方向の抵抗付加を実現している。

このように第１減速機構４４、第２減速機構４５、及び最終減速機構４６によってモータ３３の出力軸３３Ａの回転を十分に減速してコントロールシャフト２３へ伝達するようになっているため、コントロールシャフト側からモータ３３へ作用する逆入力トルクを大幅に抑制して、モータ３３の小型化・低出力化を図ることができるとともに、クラッチ４３によりコントロールシャフト２３側からモータ３３側への逆入力を遮断することができる。そして本実施例では、クラッチ４３とコントロールシャフト２３との間に第２減速機構４５と最終減速機構４６とを介装しているために、コントロールシャフト２３側からクラッチ４３側への逆入力を抑制することができる。従って、クラッチ４３の遮断能力・信頼性・耐久性を確保しつつ、クラッチ４３を小型化して、機関搭載性を向上することができる。

また、送りねじ機構４７による螺進作用によって、コントロールシャフト２３からの逆入力によりアクチュエータシャフト３２が不用意に回転することを更に確実に阻止することができる。

上記のクラッチ４３及び減速機構４４〜４６は、クランク室１９内に突出するアクチュエータシャフト３２の先端部を除き、ケーシング４０内に収容配置されている。そして、アクチュエータシャフト３２の外周には、ケーシング４０Ａの円筒状をなす内周との隙間をシールするシール部材５０が取付けられている。このシール部材として、例えば図示するようなＯリングの他、オイルシールやリップシール、さらにはラビリンスパッキンなど様々なものを用いることができる。このようなシール部材５０、更には上記のオイルシール４９によって、クラッチ４３及び減速機構４４〜４６が配設されるケーシング４０の内部空間が、クランク室１９内から液密に隔てられている。従って、クラッチ４３及び減速機構４４〜４６が配設されるケーシング４０の内部空間を、クランク室１９内に飛散するエンジンオイル（潤滑油）とは別に、グリース等の専用の潤滑剤を用いて潤滑することができ、クランクシャフト等と同様にエンジンオイルで潤滑する場合に比して、クラッチ４３及び減速機構４４〜４６の潤滑性能を大幅に改善することができる。従って、クラッチ４３の荷重遮断能力を確保してモータ３３側への負担を最小限に抑えつつ、更なるクラッチ４３の小型化を図ることができる。

制御部５１は、各種センサ類により検出される機関回転数や機関負荷等に基づいて、燃料噴射制御や点火時期制御等の各種機関制御処理を記憶及び実行する機能を有するものであり、機関圧縮比に対応するコントロールシャフト２３の回転位置を検出する制御軸センサ５２の検出信号に基づいて、駆動部としての電動モータ３３へ制御信号を出力し、後述するような機関圧縮比つまりコントロールシャフト２３の回転位置の制御を行う。

次に、本実施例の特徴である機関圧縮比の制御について説明する。図７は、燃焼荷重等の筒内圧によるコントロールシャフトトルクの発生要因を示す説明図であり、図７（Ａ）は可変圧縮比機構のスケルトン図を示している。ピストン１４の冠面に作用するシリンダ軸線下方向の燃焼荷重Ｆ０は、アッパリンク２２を介してロアリンク２１に、クランクピン１７周りのトルクＦ１として作用する。このトルクＦ１の回転方向は、クランクピン１７に対する第２連結ピン２６の位置により定まり、図の例では反時計周り方向となる。ロアリンク２１はアッパリンク２２と連結していない側の端部でコントロールリンク２５と連結しており、前述のロアリンク２１に作用するトルクＦ１は、このコントロールリンク２５の軸線方向に沿う斜め上方の荷重Ｆ２として作用する。ここで、コントロールリンク２５のロアリンク２１と連結していない側の端部は、コントロールシャフト２３の偏心軸部２４に揺動自在に軸支されており、この偏心軸部２４は、コントロールシャフト２３の主軸２９に対して所定量偏心している。

図７（Ｂ）に、機関圧縮比に応じた偏心軸部２４の位置関係を示す。図示のように、各圧縮比における偏心軸部２４には、筒内圧による荷重に起因する力Ｆ２が機関の斜め上方に作用するため、最高圧縮比から最低圧縮比に変更する方向で、筒内圧がコントロールシャフトトルクＦ３として作用する。なお、このコントロールシャフトトルクＦ３は図７（Ｂ）に示す方向のみならず、例えばシリンダ上方への運動部品の慣性力に起因する力が支配的な場合、反対方向（反時計回り方向）のトルクとしても作用する。このようにコントロールシャフト２３には機関側から回転方向のトルクＦ３を受けるために、目標圧縮比ｔεを一定に維持するような定常運転状態では、このトルクＦ３に抗してコントロールシャフト２３を所定位置に保持する必要がある。

図８は、可変圧縮比機構の目標圧縮比ｔεの設定に用いられる圧縮比制御マップの一例を示している。同図に示すように、目標圧縮比ｔεは、機関回転数と機関負荷（負荷トルク）に応じて設定され、基本的に、低回転低負荷側では燃費向上を図るために高圧縮比とされ、高回転高負荷側ではノッキングを生じることのないように低圧縮比とされる。図中左下の領域が通常の街乗り運転などで主に使用される運転領域となる。このような低〜中速回転、かつ低〜中負荷の領域では、高圧縮比に設定される。このような高圧縮比の設定では、コントロールシャフト２３の回転角度に対して機関圧縮比の変化の感度が高いことから、高圧縮比の設定が維持される定常運転状態では、後述するように保持器４３により機関圧縮比を機械的に固定する。

一方、高回転・高負荷側の領域では最低圧縮比に設定される。そして、この最低圧縮比の設定が維持される定常運転状態では、後述するように、目標圧縮比ｔεを含む所定の許容偏差領域Δｔεを設定し、この許容偏差領域Δｔε内でコントロールシャフト２３を回転方向に揺動させる揺動制御を行う。従って、最低圧縮比付近の制御は、保持器４３を用いた機械的なコントロールシャフト２３の固定は行わず、モータ３３の正転・逆転の繰返し動作によって、機関圧縮比に対応するコントロールシャフト２３の回転位置を許容偏差領域Δｔε内で周期的に変動させつつ、この許容偏差領域Δｔε内にコントロールシャフト２３の回転位置を保持する形態とする。

図９は、コントロールシャフト２３の回転角度と機関圧縮比との関係を示している。複リンク式可変圧縮比機構の特徴として、コントロールシャフト２３の回転角度の変化に対して、機関圧縮比の変化は非線形特性を呈する。具体的には、高圧縮比側ほどピストン上死点位置の変化に対する圧縮比の変化割合の感度が高くなることから、低圧縮比側ほどコントロールシャフト２３の回転角度に対する圧縮比の変化割合が減少する特性を有している。これはすなわち、最低圧縮比の近傍では、コントロールシャフト２３の回転角度に対して圧縮比変化が非常に鈍感な領域であり、コントロールシャフト２３の回転角度の制御が高圧縮比側に比して曖昧でも機関出力等の運転性能に影響が少ないことを意味している。従って、上述したように低圧縮比側で揺動制御を行っても、機関出力等の運転性能への跳ね返りが小さく、搭乗者に違和感を与えることはない。

図１０は、許容偏差領域Δｔεの設定と機関運転条件の関係について、許容偏差領域Δｔεの幅の大小関係とともに示している。上述したように、機関圧縮比が低くなるほどコントロールシャフト２３の回転角度に対する圧縮比変化が鈍感となることから、機関運転性能へ影響を与えることがない範囲で、機関圧縮比が低くなるほど許容偏差領域Δｔεの幅を大きく設定している。言い換えると、高回転高負荷側ほど許容偏差領域Δｔεの幅を大きくしている。

一方、最高圧縮比及びその近傍の設定状態では、許容偏差領域Δｔεが十分に小さいものとなり、許容偏差領域Δｔε内での揺動動作が困難であるため、揺動動作を行わず、保持器４３により機関圧縮比εに対応するコントロールシャフト２３の回転位置を機械的に保持する。ここで、最高圧縮比及びその近傍の設定状態が用いられる運転領域は、モード運転に代表される低回転・低負荷側の運転領域であり、コントロールシャフト２３の偏心軸部２４に作用するトルクＦ３（図７参照）も比較的低いことから、保持器４３の小型化を図れることに加え、保持器４３によりコントロールシャフト２３の回転位置を機械的に保持しても、フレッチング発生の可能性は低い。

図１１は、駆動部としての一般的な電動モータ３３における効率及び出力に対する電流の関係曲線例を示す。一般的に、電動モータ３３は電流を印加し、出力軸３３Ａを回転させて出力を取り出す。印加電流の大きさによって、使用されるモータ回転数や出力・効率を調整・選択することができる。上述したような可変圧縮比機構において、仮に保持器４３を用いることなくモータ３３によりコントロールシャフト２３の回転位置を一箇所に固定しようとすると、コントロールシャフト２３の回転数は０（ゼロ）又はその近傍となるため、駆動源である電動モータ３３の出力軸３３Ａの回転数もゼロ又はその近傍となる。図１１中に示すストール点が、この回転数ゼロの状態に相当し、このストール点では効率もゼロとなってしまう。効率ゼロとは、印加した電流が出力として反映されず、全て自己発熱として消費されてしまう状態であり、モータの使用方法としては非常に望ましくない。

これに対して本実施例では、特にコントロールシャフト２３の回転角度が圧縮比の変化代に鈍感な低圧縮比側において、圧縮比の保持を保持器４３を用いることなくモータ３３のみで行う際に、あえてモータ３３の出力軸３３Ａを停止させずに所定の許容偏差領域Δｔε内で繰返し回動つまり揺動させることで、前述のストール点付近よりも相対的に効率の高い領域でモータ３３を使用することができるために、モータ３３による保持能力が向上し、低圧縮比におけるモータ３３のみによる圧縮比保持を良好に実現することができる。

図１２は、このような本実施例の制御の流れを示すフローチャートである。

ステップＳ１では、後述する制御軸センサ５２のセンサ出力の基準位置学習制御の実行中であるかを判定する。センサ基準位置学習制御中であれば、本ルーチンを終了する。

ステップＳ２では、目標圧縮比ｔεが一定の定常運転状態であるか、あるいは加速時や減速時等の目標圧縮比ｔεが変化する過渡運転状態であるかを判定する。この判定は、例えば駆動部３３の出力軸３３Ａの回転速度に基づいて判定され、あるいは目標圧縮比Δｔεの変化に応じて判定される。目標圧縮比Δｔεが変化する過渡運転状態であれば、後述する揺動制御や保持器４３による保持を行うことなく、本ルーチンを終了する。この場合、目標圧縮比ｔεへ向けた通常の圧縮比制御が行われることとなる。定常運転状態と判定された場合、ステップＳ３へ進む。

ステップＳ３では、目標圧縮比ｔεを読み込む。この目標圧縮比ｔεは、例えば機関回転数及び機関負荷に基づいて図８に示す制御マップを参照して設定され、図８に示すように低回転低負荷側では燃費向上を図るために高圧縮比とされ、高回転高負荷側ではノッキングを生じることのないように低圧縮比とされる。

ステップＳ４では、揺動制御を行うか否かを判定する。例えば、図１０に示すように機関回転数や機関負荷が所定の判定値αよりも大きい高回転・高負荷側であれば、揺動制御の実行領域であると判定する。あるいは、目標圧縮比ｔεが所定の判定値よりも小さい低圧縮比側であれば、揺動制御を行う領域であると判定しても良い。

揺動制御を行う領域ではないと判定された場合、ステップＳ４からステップＳ５へ進み、保持器４３によりコントロールシャフト２３の回転位置を機械的に保持する。なお、制御軸センサ５２により検出される実圧縮比と目標圧縮比ｔεとの偏差が大きい場合には、実圧縮比を目標圧縮比ｔεに十分に近づけてから、保持器４３による保持を行う。この保持器４３による保持を行う場合には、電動モータ３３への電圧印加を停止して、消費エネルギーの低減化を図る。

揺動制御を行う領域と判定された場合、ステップＳ６へ進み、揺動制御における許容偏差領域Δｔεを設定する（許容偏差領域設定手段）。つまり、揺動制御における制御目標値の最大値εＭＡＸと最小値εＭＩＮとを設定する。例えば図１０に示すように、目標圧縮比ｔεに対する高圧縮側の幅Δεｕと低圧縮比側の幅Δεｄとを同一に設定することによって、目標圧縮比ｔεに対する実際の機関圧縮比のずれ・偏差を抑制することができる。あるいは、ノッキングに対する圧縮比の余裕度が小さいような場合には、目標圧縮比ｔεに対する低圧縮比側の幅Δεｄを相対的に大きくし、高圧縮比側の幅Δεｕを相対的に小さくするか又はゼロにしても良い。

また、上述したように目標圧縮比ｔεの大きさに応じて許容される偏差幅の大きさも変化するため、目標圧縮比ｔεに応じて許容偏差領域Δｔεの幅自体も調整する。具体的には図１０に示すように、目標圧縮比ｔεが低くなるほど、圧縮比変化に対するコントロールシャフト２３の感度も鈍くなることから、許容偏差領域Δｔεの幅を大きくする。

続くステップＳ７では、後述するように各気筒の最大燃焼荷重が同一箇所に集中することのないように、揺動制御における目標圧縮比ｔεの最大値εＭＡＸと最小値εＭＩＮとの切換周期を設定する。

そして、ステップＳ８では、揺動制御を実行する。つまり、ステップＳ７で設定された切換周期で、駆動部３３へ出力される制御目標値を、ステップＳ６で設定された許容偏差領域Δｔεの最大値εＭＡＸと最小値εＭＩＮとに交互に切り換える。このように制御目標値を最大値εＭＡＸと最小値εＭＩＮとに交互かつステップ的に切換制御することで、実際のコントロールシャフト２３は応答遅れを伴って許容偏差領域Δｔε内を回転方向に揺動することとなる。

次に、本発明の特徴的な構成及びその作用効果について、上記実施例を参照して以下に列記する。

［１］シリンダ１２内を往復動するピストン１４とクランクシャフト１６のクランクピン１７とを連係する複数のリンク２１，２２からなるリンク列と、駆動部３３により回転位置が変更・保持されるコントロールシャフト２３と、このコントロールシャフト２３と上記リンク列とを連係するコントロールリンク２５と、を有し、上記コントロールシャフト２３の回転位置に応じてピストン行程が変化する内燃機関の可変圧縮比機構の制御装置において、機関運転状態に応じて目標圧縮比ｔεを設定する目標圧縮比設定手段と、上記目標圧縮比ｔεを含む所定の許容偏差領域Δｔε内で、コントロールシャフト２３を回転方向に揺動させる揺動制御を行う揺動制御手段と、を有している。

このように、目標圧縮比ｔεを含む所定の許容偏差領域Δｔεで上記コントロールシャフトを回転方向に揺動させる揺動制御を行うことによって、コントロールシャフト２３の回転を一箇所に固定する場合と比較して、コントロールシャフト２３を支持する軸受部分の表面に潤滑油が介入し易くなり、上述したフレッチング磨耗の発生頻度を低下させることができ、信頼性・耐久性を向上することができる。

また、コントロールシャフト２３を許容偏差領域Δｔεで揺動させることによって、上記軸受部分への荷重作用位置が同一箇所に集中することがなく、局所的な摩耗の進行を抑制することができるとともに、ストール点付近よりも相対的に効率の高い領域を使用することができるために（図１１参照）、駆動部としての電動モータ３３による保持能力が向上し、ひいては駆動源である電動モータ３３の小型化を図ることができる。

［２］上記揺動制御では、上記許容偏差領域Δｔεの最大値ｔεＭＡＸと最小値ｔεＭＩＮとを交互に制御目標値として設定する。これにより、制御目標値を最大値ｔεＭＡＸと最小値ｔεＭＩＮとに交互かつステップ的に切り換えるという簡素な制御でありながら、許容偏差領域Δｔεの幅を最大限に利用して積極的にコントロールシャフト２３の正転・逆転の作動を行うことができ、上述したような軸受部分への潤滑油の介入を促進して潤滑性能を向上することができる。

［３］図７にも示すように、コントロールシャフト２３の主軸２９の軸受部分には、機関の筒内圧や運動部品の慣性力に起因する荷重Ｆ３が作用する。これらの荷重のうち、圧縮上死点近傍における筒内圧による最大燃焼荷重Ｆ０は、最も荷重が大きく、コントロールリンク２５を介してコントロールシャフト２３に曲げ荷重Ｆ３として作用する。従って、複数の気筒の面圧最大点が主軸２９の軸受部分の同一箇所に集中すると、その部分での局所的な摩耗や焼きつきの進行を招くおそれがある。

そこで、このように複数の気筒の最大燃焼荷重が同一箇所に集中することのないように、揺動制御における振動周期、つまり制御目標値の最大値ｔεＭＡＸと最小値ｔεＭＩＮとの切換周期が設定されている。具体的には、切換周期を、複数の気筒の点火間隔と一致することのないように設定している。別言すると、揺動制御の揺動角速度を、コントロールシャフト２３の主軸２９の軸受部分の面圧最大点が気筒の点火順序の少なくとも連続する２回の燃焼時期に対して重複することがない角速度以上に設定されている。これによって、軸受部分における同一箇所に連続的に最大面圧が作用することがなく、前述の不具合を解消し、信頼性・耐久性を向上することができる。

［４］上述したようなピストン１４の冠面高さ位置つまり上死点位置を変えることで機関圧縮比を変更する複リンク式の可変圧縮比機構においては、ピストン上死点位置の変化に対する圧縮比の変化の感度が高圧縮比側ほど高く低圧縮比側ほど低いこと、また、低圧縮比側では高圧縮比側に比してコントロールシャフト２３の単位角度当たりのピストン冠面高さの変化代が小さいことから、図９にも示すように、最低圧縮比近傍においては、最高圧縮比近傍に比して、コントロールシャフトの回転角度に対する圧縮比の変化代が非常に小さくなる。

ここで、上述したように目標圧縮比ｔεの前後に許容偏差領域Δｔεを設定することは、ミクロ的に言えば圧縮比を繰返し変更させる作動を行うことと同義である。特にコントロールシャフト２３の回転角度に対する圧縮比の変化感度が高い最高圧縮比付近において、前述のような許容偏差領域Δｔεを設定してコントロールシャフト２３の揺動制御を行うと、実際の機関圧縮比の変動が相対的に大きくなって、機関出力の変動が大きくなり、運転性を阻害するおそれがある。

そこで、コントロールシャフト２３の回転角度に対する圧縮比変化感度が高い最高圧縮比付近では、上記の揺動制御を禁止し、コントロールシャフト２３の回転角度に対する圧縮比変化感度が低い最低圧縮比付近に目標圧縮比が維持される定常運転状態のときにのみ、許容偏差領域Δｔεを設けた揺動制御を行う。この最低圧縮比付近では、コントロールシャフト２３の回転に対する圧縮比の変化の感度が低いことから、上記揺動制御を行っても機関出力への影響は少なく、機関運転性を阻害することはない。

［５］一方、最高圧縮比付近においては、コントロールシャフト２３の回転に対する圧縮比の変化の感度が非常に高いことから、仮にコントロールシャフト２３の揺動制御を行うと、による機関圧縮比つまり機関出力の変動が大きく、機関性能に悪影響を与えることとなる。そこで、目標圧縮比が最高圧縮比付近に維持される定常運転状態では、揺動制御を行わず、保持器４３によりコントロールシャフト２３の回転位置を機械的に保持することで、安定した圧縮比保持を行うことができる。

また、最高圧縮比付近の運転領域は、高負荷領域ではなく、モード領域に代表される低〜中速，低〜中負荷までの運転領域であり、機関の筒内圧や運動部品の慣性力に起因する機関側からコントロールシャフト２３に作用するトルクＦ３自体が低い運転状態である。従って、保持器４３による保持を行う運転領域を最高圧縮比近傍のみに限定することで、保持器４３による保持を全運転領域で行う場合と比較して、より低負荷側のみに対応する保持器４３とすれば良く、保持器４３の小型化・低コスト化を図ることができる。

［６］図１０に示すように、目標圧縮比ｔεの大きさに応じて許容される偏差幅の大きさも変化するため、好ましくは、機関運転状態に応じて許容偏差領域Δｔεの幅を調整する。

［７］より具体的には、目標圧縮比ｔεが低いほど許容偏差領域Δｔεの幅を大きくする。これによって、圧縮比の変動に伴う機関出力の変動による運転性の低下を招くことなく、低圧縮比側では許容偏差領域Δｔεの幅を大きくしてコントロールシャフト２３を大きく揺動することができ、フレッチング発生頻度を更に低減させることができる。

なお、過給機付きの内燃機関の場合、最低圧縮比付近で過給圧を制御する。但し過給圧の立ち上がりには時間遅れがあるため、同じ圧縮比の設定状態においても、過給圧の掛かり具合に応じて、機関が出力する負荷荷重が異なるものとなる。特に過給圧が高圧となるほど、ノッキングなどの異常燃焼の発生頻度が高まるので、上記負荷荷重が高くなるほど、許容偏差領域Δｔεを狭めて圧縮比を厳密に制御する必要がある。一方、過給が行われていない領域では、機関が出力する負荷荷重が低く、ノッキングを生じる可能性も低いので、圧縮比は比較的緩慢な制御でも構わない。このように、過給圧すなわち機関が出力する負荷荷重に応じて、適宜、許容偏差領域の大小を変更することで、ノッキング等の不具合を生じることなく、コントロールシャフトを大きく揺動する制御を行い、フレッチング発生頻度を低減させることができる。

［８］イグニッションスイッチの投入直後の機関始動直後には、一般的に、実際の機関圧縮比に対応するコントロールシャフト２３の実回転位置と、このコントロールシャフト２３の回転位置を検出する制御軸センサ５２の検出信号との相互関係を補正・学習するために、この制御軸センサ５２のセンサ出力を用いた基準位置学習制御（イニシャライズ制御）が行われる。この基準位置学習制御中は、コントロールシャフト２３の回転位置関係を厳密に学習・校正する必要があるため、上述したような許容偏差領域Δｔεが存在すると、基準位置学習制御を良好に行うことができない。そこで、このような基準位置学習制御中は、許容偏差領域Δｔεをゼロに設定し、揺動制御を禁止することで、基準位置学習制御を円滑に行うことができる。

［９］上記リンク列が、クランクシャフト１６のクランクピン１７に回転可能に取り付けられるロアリンク２１と、このロアリンク２１とピストン１４とを連係するアッパリンク２２と、により構成され、上記コントロールリンク２５は、一端がロアリンク２１に連結され、他端が上記コントロールシャフト２３に偏心して設けられた偏心軸部２４に連結されている。

このような構造によれば、機関圧縮比を連続的に変更可能なことに加えて、ピストンとクランクピンとを一本のコンロッドで連結した単リンク機構に比してピストンストローク特性そのものを好ましい特性、例えば、振動特性に優れた優れた単振動に近い特性に設定できる。また、ロアリンク２１にコントロールリンク２５を連結しているために、コントロールリンク２５やコントロールシャフト２３及びアクチュエータユニット３０等を比較的スペースに余裕のあるクランクシャフト１６の下方領域に配置することができ、機関搭載性に優れている。

以上のように本発明を具体的な実施例に基づいて説明してきたが、本発明は上記実施例に限定されるものではなく、その趣旨を逸脱しない範囲で、種々の変形・変更を含むものである。例えば、上記実施例ではコントロールシャフトの回転位置を機械的に保持する機構としてクラッチ４３を用いているが、コギングブレーキ等の他の機構を用いても良い。

また、揺動制御としては、上述したような制御目標値を許容偏差領域Δｔεの最大値εＭＡＸと最小値εＭＩＮとに交互かつステップ的に切換制御するものに限らず、制御目標値を許容偏差領域Δｔε内で多段階又は連続的に変化させるものであっても良い。

本発明に係る内燃機関の可変圧縮比機構の一実施例を示す断面図。 上記可変圧縮比機構の最終減速機構を示す分解斜視図。 上記可変圧縮比機構のアクチュエータユニットを示す断面図。 保持器としてのクラッチを示す図５のＺ−Ｚ線に沿う断面図。 上記クラッチを示す図４のＹ−Ｙ線に沿う断面図。 上記クラッチの作動説明図。 筒内圧によるコントロールシャフトに作用するトルクの形態を示す説明図。 目標圧縮比の制御マップの一例を示す説明図。 コントロールシャフトの角度と機関圧縮比との関係を示す説明図。 許容偏差領域の一例を示す説明図。 電動モータの効率・出力曲線の一例を示す特性図。 本実施例に係る制御の流れを示すフローチャート。

符号の説明

１２…シリンダ
１４…ピストン
１６…クランクシャフト
１７…クランクピン
２１…ロアリンク
２２…アッパリンク
２３…コントロールシャフト
２４…偏心軸部
２５…コントロールリンク
３３…電動モータ（駆動部）
４３…クラッチ（保持器）
５１…制御部
５２…制御軸センサ

Claims (7)

1. シリンダ内を往復動するピストンとクランクシャフトのクランクピンとを連係する複数のリンクからなるリンク列と、駆動部により回転位置が変更・保持されるコントロールシャフトと、このコントロールシャフトと上記リンク列とを連係するコントロールリンクと、を有し、上記コントロールシャフトの回転位置に応じてピストン行程が変化する内燃機関の可変圧縮比機構の制御装置において、
   機関運転状態に応じて目標圧縮比を設定する目標圧縮比設定手段と、
   上記目標圧縮比を含む所定の許容偏差領域内で、上記コントロールシャフトを回転方向に揺動させる揺動制御を行う揺動制御手段と、を有し、
   上記目標圧縮比が最低圧縮比付近に維持される定常運転状態のときに、上記揺動制御手段による揺動制御が実行されることを特徴とする内燃機関の可変圧縮比機構の制御装置。
2. 上記揺動制御手段は、上記許容偏差領域の最大値と最小値とを交互に制御目標値として設定することを特徴とする請求項１に記載の内燃機関の可変圧縮比機構の制御装置。
3. 上記制御目標値の切換周期が、複数の気筒の点火間隔と一致することのないように設定されていることを特徴とする請求項２に記載の内燃機関の可変圧縮比機構の制御装置。
4. 上記揺動制御手段による揺動制御が行われていない運転領域において、上記コントロールシャフトの回転位置を機械的に保持する保持器を有することを特徴とする請求項１〜３のいずれかに記載の内燃機関の可変圧縮比機構の制御装置。
5. シリンダ内を往復動するピストンとクランクシャフトのクランクピンとを連係する複数のリンクからなるリンク列と、駆動部により回転位置が変更・保持されるコントロールシャフトと、このコントロールシャフトと上記リンク列とを連係するコントロールリンクと、を有し、上記コントロールシャフトの回転位置に応じてピストン行程が変化する内燃機関の可変圧縮比機構の制御装置において、
   機関運転状態に応じて目標圧縮比を設定する目標圧縮比設定手段と、
   上記目標圧縮比を含む所定の許容偏差領域内で、上記コントロールシャフトを回転方向に揺動させる揺動制御を行う揺動制御手段と、
   機関運転状態に応じて上記許容偏差領域の幅を調整する許容偏差領域設定手段と、を有し、
   上記許容偏差領域設定手段は、上記目標圧縮比が低いほど許容偏差領域の幅を大きくすることを特徴とする内燃機関の可変圧縮比機構の制御装置。
6. シリンダ内を往復動するピストンとクランクシャフトのクランクピンとを連係する複数のリンクからなるリンク列と、駆動部により回転位置が変更・保持されるコントロールシャフトと、このコントロールシャフトと上記リンク列とを連係するコントロールリンクと、を有し、上記コントロールシャフトの回転位置に応じてピストン行程が変化する内燃機関の可変圧縮比機構の制御装置において、
   機関運転状態に応じて目標圧縮比を設定する目標圧縮比設定手段と、
   上記目標圧縮比を含む所定の許容偏差領域内で、上記コントロールシャフトを回転方向に揺動させる揺動制御を行う揺動制御手段と、
   上記コントロールシャフトの回転位置を検出する制御軸センサと、を有し、
   上記制御軸センサのセンサ出力の基準位置学習制御の実行中には、上記許容偏差領域の偏差量をゼロとすることを特徴とする内燃機関の可変圧縮比機構の制御装置。
7. 上記リンク列が、クランクシャフトのクランクピンに回転可能に取り付けられるロアリンクと、このロアリンクとピストンとを連係するアッパリンクと、により構成され、
   上記コントロールリンクは、一端がロアリンクに連結され、他端が上記コントロールシャフトに偏心して設けられた偏心軸部に連結されていることを特徴とする請求項１〜６のいずれかに記載の内燃機関の可変圧縮比機構の制御装置。

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